产品知识

山东威力重工3500吨新能源汽车燃料控制器液压机电液运动控制频率响应是指以正弦波作为命令输入来绘制来自机器或过程的输出的动态响应。测试设备可用于测试物理系统，并且存在允许使用完全理论方法的分析技术和工具。在这里，我们将简要介绍频率响应方法作为测试程序，并总结系统设计人员可以从程序和结果中收集到的内容。

如果可以用正弦测试信号刺激设备并测量其输出，则频率响应测试方法可以应用于任何事物。制造商为山东威力重工3500吨新能源汽车燃料控制器液压机伺服和比例阀公布的数据中，电液运动控制中经常遇到频率响应。实际上，我提倡伺服和比例阀用于控制的一个令人信服的理由 - 而不是其他类型的阀门 - 是因为伺服和比例阀存在如此多的频率响应数据，而其他设备几乎没有。拥有这些信息使我们能够在构建系统之前更好地预测系统的性能。

山东威力重工3500吨新能源汽车燃料控制器液压机电液运动控制频率响应测试非常简单，在观察测试几分钟后很容易理解。这与纯粹学术环境中的数月研究形成鲜明对比。它是一种用于测量诸如阀门的部件的动态响应的方法。

另一种流行的动态测试程序是测量对步进输入的输出响应。频率响应和阶跃响应是相关的，因为它们来自同一系统。然而，频率响应方法比阶跃响应更可靠，因为在使用频率响应分析仪时频率响应测试中失真和噪声被固有地拒绝的方式。


如图1所示，该测试涉及将受控幅度的正弦波形状应用于输入，使得被测设备（例如阀门）来回循环。同时，输出也会以相同的频率循环。但是，输出和命令输入的幅度不一定与命令输入相同。在阀门的情况下，输入（电流）和输出（流量）甚至不在相同的测量单位。此外，在大多数真实的物理动态过程中，输出将经历相位滞后。也就是说，输出必须滞后于输入。测试操作员记录输入和输出之间的频率，输出幅度和相位滞后量（以度为单位）。

接下来，频率增加，而输入正弦波保持在恒定的峰 - 峰幅度。相位通常以度为单位绘制，幅度以deciBels（dB）给出，方程如下：

A = 20 log | On÷Ol |, ，其中

A是阀门频率响应的幅度

On是任何频率的输出，和

Ol是最低频率的输出。因此，我们看到伺服阀的频率响应测试数据总是从0 dB开始，用于测试的最低频率。

对于较高的测试频率，通常会出现较高的相位滞后，并且输出幅度会发生变化。对于任何类型的机器来说，输出幅度随着山东威力重工3500吨新能源汽车燃料控制器液压机电液运动控制频率的增加而不能跟上输入幅度是正常的。也就是说，总会有一些频率，输入命令振动得太快，导致输出根本无法跟上。因此，输出幅度随着频率的增加而趋于减小，并且输入和输出之间的相位滞后趋于增加。

也有例外。当在测试系统内存在共振时，输出幅度可以在一些窄频带或范围内随频率增加。当存储在弹簧或其他柔性构件中的势能与移动质量的动能交换时，发生共振。当质量的动能与存储在内部压缩流体中的势能相互作用时，在液压系统中发生共振。

当谐振发生时，它们有时会显示为输出幅度的上升以增加频率。对于图2中所示的山东威力重工3500吨新能源汽车燃料控制器液压机伺服阀频率响应数据就是这种情况。在30 Hz时，在0 dB参考电平之上有大约0.8 dB的上升。谐振上升的存在表明阀门有弹性的趋势，并且如果用阶跃输入测试，其输出将倾向于在大约该频率处“振铃”。上升表明阀门的设计者将其响应调整为欠阻尼。大多数伺服阀被调整为没有共振上升。但是，也有一些例外。欠阻尼的特性伴随着共振的上升。描述这种情况的一种方法是，“欠阻尼意味着存在过冲和共振上升。”


图2中的频率响应图（许多伺服阀的典型特征）至少可用于比较一个阀与另一个阀的响应。任何阀门的重要“基准”频率是相位滞后达到90°的频率。请注意，参考阀门的频率约为50 Hz。显而易见的是，如果存在另一个90°相位滞后频率高于50 Hz的阀门，那么该阀门的响应速度将快于图2所示的阀门。

当将一个阀门与另一个阀门进行比较时，应始终使用90°相位滞后频率。频率称为阀门频率，阀门频率响应或阀门带宽。所有术语或多或少都是同义词。在任何情况下，该频率对于预测山东威力重工3500吨新能源汽车燃料控制器液压机阀门响应与其所在的应用系统的所需性能的匹配程度非常有用。一些设计人员使用3-dB滚降频率; 然而，作为比较的基准，它是不可靠的。在评估阀门与最终系统中其余部件的性能之间没有任何价值。90°相位滞后频率最重要的特征是它允许我们将阀门频率与流体力学共振频率进行比较，这是由于流体可压缩性（液压电容或顺应性）与致动器处的负载质量相互作用而发生的共振。

一些背景
在奈奎斯特的开创性论文中，他将正弦分析的概念应用于动态系统，但在非常神秘的数学术语中，考虑到他当时的同事们的教育。九年后，博德提出了他同样重要的论文。他告诉我们，通过以分贝表示正弦频率响应的幅度，将一个设备（例如阀门）的幅度和相位响应与另一个设备（例如负载和设备）的幅度和相位响应相加变得很简单。致动器子系统）以获得系统的复合相位和幅度响应。在那些日子里 - 当选择的计算辅助是一个幻灯片规则 - 这样一个简单的过程确实是受欢迎的。尽管计算机革命和执行复杂计算的难易程度，

Bode和Nyquist（两者都是贝尔实验室的研究工程师）对于确定为什么某些音频放大器会破坏振荡的想法很感兴趣，而其他人则不然。如今，山东威力重工3500吨新能源汽车燃料控制器液压机运动控制和反馈控制系统的设计者仍然在努力解决机器振动问题。如果允许继续，这种振荡可能是自毁的。频率响应方法使我们能够合理估计电子调谐的极限，从而产生稳定，无振荡的伺服机构。

Bode的方法要求我们测试和研究开环系统，然后使用分析技术询问“如果”循环被关闭。例如，可以在其开环配置中测试完整的位置伺服机制（图3），以找到使系统不稳定所需的条件。请注意，我们不使用正弦测试数据（频率响应特性）来确定系统在正弦输入情况下的表现，而是在系统振荡之前我们可以获得多少伺服环路增益。这就是频率响应方法的微妙之处。


为了说明，请考虑图3的系统。首先使用处于开环位置的反馈开关进行测试。随着频率的增加，我们寻找导致命令输入和开环反馈信号之间180°相位滞后的任何频率。（在流体力学系统中，基本上确定存在这样的频率。）在该频率下，如果输出（开环反馈信号）的幅度等于或大于输入命令幅度，则可以关闭反馈开关。然后，180°相移通过负反馈过程经历另一个180°的相移。结果是可以消除正弦指令输入激励，并且闭环系统将处于持续振荡状态。这是一个不稳定的系统，如果无法停止振荡，则不切实际。降低伺服环路增益是停止振荡的正常程序。这是通过改变伺服放大器的增益设置来实现的。

前面的段落介绍了非数学术语中伺服环稳定性的经典判据。通过改变180°相移频率的搜索可以简化一点。考虑这一点：假设在搜索中找到了临界的180°相移频率，但开环反馈信号的幅度小于命令输入幅度。此频率下的开环增益小于1，在分贝标度上小于零。

我们现在问自己，“我们如何增加增益，使反馈信号幅度等于命令信号幅度（伺服环路增益的零dB）？” 我们只需要增加伺服放大器的增益，系统就会进入振荡状态。因此，只要存在180°相移频率，简单地增加伺服放大器增益就能实现持续振荡。每个电液系统都存在180°相移频率，因此我们总能将这样的系统调整到不稳定的程度。

当然，我们不希望系统振荡。调整到不稳定点的目的是找到产生它的最终收益。然后将增益降低到导致稳定振荡的值的一半左右并留在那里。增益降低50％与5 dB增益裕度大致相同。也就是说，增益设置为低于不稳定点5 dB。这对于许多电动液压运动控制系统来说已经足够了。在设计过程中使用频率响应方法，我们可以预测不稳定性的增益。因此，我们可以估计山东威力重工3500吨新能源汽车燃料控制器液压机伺服系统中预期的不稳定性的误差。

谐振和阀门频率
流体力学共振频率（HMRF）与流体体积和负载质量成反比：压缩下的流体体积越大，负载质量越大，HMRF越低。HMRF越低，越难以实现伺服系统的快速响应控制。相反，系统变得缓慢而有弹性。实际上，有些人认为流体的可压缩性与弹簧相当。这个比喻有一些价值。

当HMRF太低时，这种弹性可能是系统瓶颈。我见过HMRF低至0.5 Hz，高达700 Hz的系统，以及介于两者之间的所有值。低HMRF是连接到小气缸的大质量的特征。增加汽缸面积总是具有提高HMRF的效果。HMRF小于阀门频率时成为系统瓶颈。阀门频率f v是根据阀门制造商公布的频率响应测试数据产生90°相位滞后的频率。

现在我们有一个比较一个频率与另一个频率的直接基础，这使我们能够得出重要的结论。确实，当它小于阀门频率时，HMRF会限制系统响应。然而，当阀门的频率小于HMRF时，阀门成为限制装置。规则很简单：动态瓶颈是f v和f n中的较小者。

通常，当HMRF小于其阀门频率时，系统更难以设计以获得清晰的响应。不幸的是，系统的HMRF通常低于其阀门频率。因此，这意味着HMRF通常占主导地位，这代表了最具挑战性的设计方案。换句话说，最坏的情况是最常见的情况。

此外，当阀门频率约为HMRF的两倍时，增加山东威力重工3500吨新能源汽车燃料控制器液压机阀门频率对系统性能的影响可以忽略不计，因为性能几乎完全受HMRF的影响。应该清楚的是，闭环带宽必须始终小于f v和f n中的较小者。剩下的唯一问题是：少多少？

闭环带宽的限制
最大闭环带宽（频率响应）必须小于称为分离比的量，该值始终小于1。在数学术语中：

fmax < ps ×（f v或f n中的较小者），其中

f max是系统最大带宽

p s是分离比率，和

f v和f n是以Hz为单位的阀门和流体力学共振频率。

当HMRF占主导地位时（< f v），分离比完全由流体力学系统的阻尼比控制：

ps = 2Zn

其中Z n是阻尼比，是振荡下降趋势的量度。

两个条件导致阻尼 - 从执行器一侧到另一侧（无论是从执行器或控制阀内部）和摩擦（无论是来自执行器还是其负载）的内部泄漏。由于制造商努力减少内部泄漏和摩擦，因此大多数流体力学系统的阻尼程度可能非常低也就不足为奇了。实际上，当负载可以以可忽略的摩擦力移动时（如由循环线性滚珠轴承支撑），阻尼比可低至0.03或0.05。无可否认，系统摩擦力和阻尼比是在系统中评估最难以捉摸的量。尽管如此，它们以及频率绝对决定了系统的性能极限。


样本计算
考虑一个示例来演示此讨论。假设已经计算出山东威力重工3500吨新能源汽车燃料控制器液压机系统的流体力学共振频率并且发现其为18Hz。进一步假设其伺服阀具有65°的90°相位滞后频率，并且由于摩擦和内部阀泄漏，我们估计流体力学阻尼比约为0.05。我们可以计算出最大可能的闭环系统带宽：

f max < p s x（f v或f n中的较小者）

f max <2 x 0.05 x 18

f max <1.8 Hz

最大闭环带宽f max仅为1.8 Hz，仅为HMRF的十分之一！在启动时，我们通过增加伺服放大器增益来增加系统带宽。如果我们增加增益直到我们有1.8 Hz的带宽，然后再尝试进一步增加，伺服环将进入持续振荡，使其变得毫无价值。必须降低增益以重建稳定性。

系统带宽很重要，因为它与定位精度之间存在直接的反比关系，或者更确切地说，定位误差和跟随误差之间存在直接的反比关系。它已被证明：

∆xp = (∆IT × Gsp)/(2 ’ fsys).

其中Δ X p是预期稳态定位误差（英寸）

∆IT是总预期阀电流变化引起的8间已知的外部干扰（安培），

Gsp是最高预期速度和负载下的速度增益[（in.x A）/ sec]

fsys是实际的闭环系统带宽（Hz）。

输出位置绝不是我们想要的位置 - 只是关闭。山东威力重工3500吨新能源汽车燃料控制器液压机电液位置伺服机构中存在八种已知的干扰，导致不完美的定位：

•阀门温度变化
•供应压力变化
•油箱端口压力变化
•分离摩擦
•负载变化
•阀门滞后
•阀门阈值，以及
•阀门死区。

所有这些必须解决成等效阀电流，然后加在一起以得到总预期阀电流，δ- 我Ť。通常，为给定系统评估这八个“错误贡献者”不仅仅是一个简单的过程。经验告诉我们，但是，对于零重叠阀与“典型”的伺服阀的性能，δ- 我Ť为约2％或额定阀电流的3％。如果阀门是成比例的并且有很大的重叠，那么我们通常只使用重叠并忽略其他七个贡献者。

从技术上讲，必须使用所选控制阀的特性计算速度增益 - 用于最坏情况下的负载条件。如果设计师使用良好的工程实践来选择控制阀（如果选择阀门以在最坏情况的负载和速度组合下提供最大功率传输），则速度增益G sp将大致等于目标设计执行器速度划分约为阀门额定电流的2/3。有了这些信息，我们现在可以估算出预期的系统“准确性”。

假设我们设计的系统必须使用基本为零重叠的山东威力重工3500吨新能源汽车燃料控制器液压机伺服阀在最坏情况下以21英寸/秒的速度推进负载。可以首先评估此页面左上角的等式的分子：

∆IT × Gsp = (0.02 × IR x 21) ÷ (0.67 × IR),其中

IR是额定阀门电流，取消了等式。

现在，∆IT Gsp = (0.02 × 21) × 0.67

∆ITG sp = 0.63 in./sec.

如果我们假设在发生不稳定之前已将servoloop调到最大允许值，那么f sys设置为f max，因此可以估算出错误：

∆xp = ∆I T Gsp ÷ 2 ’ fsys.

但因为分子已经被评估过了：

∆xp = 0.63 ÷ (2 ’ × 1.8),

∆xp = ±0.055 in.

那么，我们可以预期，该系统的长期定位能力约为0.055英寸。